Традиционные решения систем кондиционирования (СКВ)  предусматривают, как правило, работу холодильных машин  в теплый период года. Одним  из перспективных направлений экономии энергии в СКВ является разработка схемных решений, предусматривающих использование для охлаждения приточного воздуха в летнее время естественного потенциала наружного воздуха.

Решению этой задачи в значительной степени отвечают СКВ испарительного типа. Использование таких систем зачастую позволяет или полностью отказаться от применения дорогостоящих и энергоемких холодильных машин, либо значительно сократить их установленную мощность. Помимо энергетической и экономической эффективности такие системы также уменьшают выбросы в атмосферу фтористо-хлористых хладагентов, которыми заряжаются холодильные агрегаты.

В практике кондиционирования настоящего времени нашли ограниченное применение установки прямого и косвенно-прямого испарительного охлаждения воздуха, а также так называемые «бескомпрессорные СКВ» [1], реализующие возможность сухого охлаждения приточного воздуха. С целью повышения энергоэффективности известных СКВ испарительного типа автором были разработаны и предложены ряд новых разновидностей таких систем кондиционирования со ступенчатой обработкой приточного воздуха [2].

На рис. 1 представлены схемные решения предлагаемых установок кондиционирования с одно‑ (а), двух‑ (б) и трехступенчатой (в) обработкой воздуха. На рис. 2 даны i–d‑диаграммы с нанесением процессов обработки воздуха в теплый (а, б, в) и холодный (г) периоды года (в холодный период года процессы обработки воздуха одинаковы независимо от числа ступеней).

Схема на рис. 1 а обеспечивает одноступенчатое охлаждение воздуха и содержит воздухо-воздушный теплообменник 1, камеру орошения 4, а также вентиляционные агрегаты приточного, вытяжного и вспомогательного воздуха 7, 8, 9, соответственно. Приточный воздушный канал после теплообменника 1 подключен к воздуховоду вытяжного воздуха. Генератором холода в теплый период служит камера орошения 4, в которой адиабатически охлаждается смесь охлажденного и удаляемого из помещения воздуха.

Этот воздух перед удалением в атмосферу проходит через теплообменник 1, где обеспечивает сухое охлаждение наружного воздуха. Объем наружного воздуха превышает объем приточного, поступающего в помещение. С увеличением объема вспомогательного воздуха обеспечивается более глубокое охлаждение приточного воздуха.

В холодный период года теплообменник 1 обеспечивает утилизацию тепла вытяжного воздуха, удаляемого наружу. Остальной вытяжной воздух подается на рециркуляцию. При этом в холодный период объем воздуха, нагреваемого в теплообменнике 1, равен объему приточного воздуха. Последний, перед поступлением в помещение, догревается в воздухонагревателе 11. В холодный период камера орошения 4 и вентиляционный агрегат 9 отключены.

Схема на рис. 1 б обеспечивает летом двухступенчатое охлаждение приточного воздуха. Она дополнительно оснащается вторым воздухо-воздушным теплообменником 2 и камерой орошения 5, устанавливаемыми во вспомогательном потоке предварительно охлажденного наружного воздуха.

Двухступенчатая установка работает следующим образом. В теплый период года (рис. 1 б, 2 б) наружный воздух (точка 1) охлаждается в теплообменнике 1 до состояния в точке 2 и далее делится на два потока. Один, основной, поступает в теплообменник 2, где доохлаждается до состояния в точке 3, нагревается в воздухопроводе до состоянии в точке 4 и поступает в помещение, в котором приобретает параметры точки 5. Второй поток, вспомогательный, в камере орошения охлаждается до состоянии в точке 6, подогревается в теплообменнике 2, поглощая теплоту приточного воздуха, до точки 7, и поступает в воздуховод, где смешивается с удаляемым из помещения воздухом (точка 7), приобретая параметры в точке 8. Смесь воздуха охлаждается в камере орошения 4 до точки 9, подогревается в теплообменнике 1, поглощая теплоту наружного воздуха, до состояния в точке 10 и удаляется в атмосферу.

В воздухо-воздушных теплообменниках 1 и 2 тепловая обработка воздуха производится без изменения влагосодержания за счет разности температурных потенциалов охлаждающего и охлаждаемого потоков воздуха. В камерах орошения 4 и 5 воздух охлаждается адиабатически без изменения его теплосодержания. В зависимости от соотношения объемов основного и вспомогательного потоков воздуха температура приточного воздуха может быть снижена. Предельным значением этой температуры является температура точки росы наружного воздуха.

В холодный период года (рис. 2 г) смесь наружного (точка 1) и рециркуляционного воздуха (точка 5) с состоянием в точке 2 подогревается в теплообменнике 1 до состояния в точке 3 и поступает в теплообменник 11, где догревается до состояния в точке 4 и поступает в помещение, где приобретает параметры точки 5. Часть воздуха, удаляемого из помещения, поступает в теплообменник 1, где охлаждается, отдавая тепло приточному воздуху, до состояния в точке 6 и далее удаляется в атмосферу. В это время вентилятор вспомогательного потока воздуха 9 выключен. Изменение объема наружного, рециркуляционного и удаляемого в атмосферу воздуха обеспечивается воздушными клапанами.

Трехступенчатая система кондиционирования отличается наличием дополнительного третьего контура для вспомогательного потока воздуха, который оснащен третьим воздухо-воздушным теплообменником 3, камерой орошения 6 и вентиляционным агрегатом 10. Принципиальная схема этой СКВ приведена на рис. 1 в, i–d‑диаграмма с процессами обработки воздуха в летний период — на рис. 2 в.

В этой статье приводятся результаты расчетных исследований охлаждающей способности и энергетической эффективности предлагаемых косвенно-испарительных систем кондиционирования со ступенчатой обработкой воздуха применительно к климатическим условиям ряда городов СНГ.

В качестве исходных данных для расчетов приняты следующие показатели: расход приточного воздуха, подаваемого в обслуживаемое помещение — 30 тыс. м3/ч; ассимиляционный перепад температур воздуха в помещении — 5 °С; тепловлажностное отношение — 5,5 МДж/кг; объем вытяжного воздуха — 90% от объема приточного; объем рециркуляционного воздуха — 50% от объема приточного; расчетные параметры наружного воздуха — параметры «Б» по СНиП 2.04.05–91*; нагрев воздуха в приточном канале — 1 °С, во вспомогательном и вытяжном — 0,5 °С; тип воздухо-воздушных теплообменников — роторный с переменной скоростью вращения марки DVH производства фирмы Systemair, причем подбор типоразмеров теплообменников производился из условия обеспечения коэффициента температурной эффективности в интервале 0,775–0,825 (при равенстве расходов воздуха); тип камер орошения — аппараты с сотовой насадкой, производства фирмы «Ваза», причем подбор камер производился из условия обеспечения эффективности адиабатического охлаждения — до j = 0,95%.

Охлаждающая способность рассматриваемых испарительных систем кондиционирования с одно‑, двух‑ и трехступенчатыми схемами обработки воздуха для климатических условий городов Алматы и Ашгабада применительно с перечисленным исходным данным иллюстрируется рис. 3. Из представленных графических зависимостей видно, что степень охлаждения приточного воздуха в основном определяется климатическими условиями, общим объемом поступающего в кондиционер наружного воздуха, а также числом ступеней его обработки.

Зависимость степени охлаждения приточного воздуха от общего расхода наружного воздуха для двухступенчатых СКВ испарительного типа для указанных исходных данных применительно к расчетным климатическим условиям городов Алматы, Атырау, Ашгабад, Бишкек, Киев, Москва, Ташкент приведены на рис. 4. Для обеспечения более глубокого охлаждения приточного воздуха может быть рекомендовано применение других разновидностей схемных решений, которые приведены на рис. 5 а, б. Отличительная особенность схемы 5 а состоит в том, что к потоку вытяжного воздуха из помещения подключается часть потока приточного охлажденного воздуха перед камерой орошения 5. Далее смесь воздуха обрабатывается аналогично схеме на рис. 2 б.

Схема на рис. 5 б предусматривает подключение части потока предварительно охлажденного воздуха после теплообменника 1 к потоку вытяжного воздуха перед камерой орошения 5. Данные схемные решения могут обеспечивать дополнительное охлаждение кондиционируемого воздуха на 0,5–1,5 °С, однако их использование в сравнении со схемой 2 б приводит к увеличению капитальных затрат на оборудование (поз. 2, 5) и повышению энергопотребления вентиляционным агрегатом 9.

В качестве теплообменников для всех рассмотренных схем могут использоваться как роторные, так и пластинчатые аппараты. При этом следует иметь в виду, что пластинчатые теплообменники по сравнению с роторными характеризуются более низкими коэффициентами температурной эффективности и, следовательно, при прочих равных условиях обеспечивают меньшую степень охлаждения приточного воздуха.

На рис. 5 в представлена еще одна схема двухступенчатой СКВ испарительного типа. Это схемное решение предполагает использование для охлаждения приточного воздуха поверхностных воздухоохладителей 6 и 7, через которые циркулирует вода, охлаждаемая в камерах орошения 4, 5, работающих в режиме градирни.

Если нормируемые метеорологические условия в обслуживаемых помещениях не могут быть обеспечены системами испарительного охлаждения, то последние могут быть дооснащены секциями воздухоохладителей, устанавливаемыми после секций подогрева и подключаемыми к источникам машинного холода.

В таких случаях могут использоваться также местно-центральные системы, в которых охлаждение наружного воздуха возлагается на установки кондиционирования испарительного типа, а поддержание требуемых температурно-влажностных условий в обслуживаемом помещении обеспечивается местными агрегатами, использующими машинный холод. В качестве местных агрегатов могут использоваться фанкойлы, подключаемые к чиллерам, либо внутренние блоки VRF-систем. В таких комбинированных СКВ обеспечивается значительное снижение установочной мощности холодильных агрегатов.

Данные энергопотребления двухступенчатых систем кондиционирования косвенно-испарительного типа (вар. 1) в сопоставлении с традиционными СКВ, потребляющими машинный холод (вар. 2) для расчетных климатических условий, принятых к рассмотрению городов представлены в табл. 1. Расчеты производились применительно к приведенным ранее исходным данным. Холодопотребность СКВ традиционного типа определялась из условия сухого охлаждения приточного воздуха в температурном диапазоне аналогично принятому для СКВ испарительного типа. Подбор холодильных машин производился с учетом непроизводительных потерь холода в размере 10%.

В качестве источников холода приняты холодильные машины с воздушным охлаждением конденсатора, оснащенные гидравлическим модулем испарителя. Тип машин производства фирмы Carrier — R30a. Параметры холодоносителя — 7–12 °С. Мощность, потребляемая испарительной СКВ (вар. 1) для расчетных параметров теплого периода года определялась по уравнению:
ΣN_СКВ = ΣN_в + ΣN_рт + ΣN_вод,
где N_в — мощность, расходуемая на циркуляцию воздуха, кВт;
N_рт — мощность, расходуемая на привод роторных теплообменников, кВт;
N_вод — мощность, расходуемая на циркуляцию воды в камерах орошения, кВт.

Мощность, затрачиваемая на циркуляцию воздуха:

ΣN_в=N_пр+N_всп+N_выт=(L_прΣΔp_пр+L_вспΣΔp_всп+L_вытΣΔp_выт)/3600η_в10³
где N_пр, N_всп, N_выт — мощность, расходуемая на циркуляцию потоков приточного, вспомогательного и вытяжного воздуха, кВт;
L_пр, L_всп, L_выт — расходы потоков воздуха,  соответственно приточного, вспомогательного и вытяжного, м3/ч;
ΣΔp_пр, ΣΔp_всп, ΣΔp_выт — суммарные сопротивления соответственно по потокам приточного, вспомогательного и вытяжного воздуха, Па; 
η_в = 0,6 — КПД вентиляционного агрегата.

Суммарные потери давления по воздушным потокам принимались для канала приточного потока воздуха:
ΣΔp_пр = Δp_пр.Т1 + Δp_пр.Т2 + (Δp_пр.ф + Δp_пр.кл + Δp_пр.под + Δp_пр.св);

для канала вспомогательного потока воздуха:
ΣΔp_всп = Δp_пр.Т1 + Δp_всп.К1 + Δp_всп.Т2 + Δp_всп.К2 + (Δp_пр.ф + Δp_всп.св);

для потока вытяжного воздуха:
ΣΔp_{выт.выт} = Δp_выт.T1 + Δp_выт.К1 + Δp_выт.св,
где Δp_пр.T1, Δp_пр.T2 — потери давления в роторных теплообменниках по потоку приточного воздуха;
Δp_пр.ф, Δp_пр.кл, Δp_пр.под — потери давления, соответственно, в фильтре, клапанах, секции подогрева, Па;
Δp_пр.св = 360 Па — свободный напор приточного вентиляционного агрегата, расходуемый на преодоление сопротивления на воздухозаборе, сети воздуховодов и воздухораспределителей, Па;
Δp_всп.Т2, Δp_всп.К1, Δp_всп.К2 — потери давления в роторных теплообменниках и камерах орошения по вспомогательному потоку воздуха, Па;
Δp_всп.св = 150 Па — свободный напор вспомогательного вентиляционного агрегата, расходуемый на преодоление сопротивления воздухозабора, выброса воздуха и сети воздуховодов;
Δp_выт.св = 240 Па — свободный напор вытяжного вентиляционного агрегата, расходуемый на преодоление сопротивления на воздухозаборе, выбросе воздуха, в клапанах, сети воздуховодов и решетках забора воздуха из помещения.

Потери давления, заключенные в скобки, принимались одинаковыми по величине для принятых к рассмотрению климатических зон (по городам).

Определение мощности, расходуемой на преодоление аэродинамического сопротивления в СКВ испарительного типа для холодного периода года производилось с учетом того, что вентиляционный агрегат вспомогательного потока воздуха и роторный теплообменник Т2 отключены, а через канал удаляемого воздуха в теплообменнике Т1 проходит только объем вытяжки за вычетом объема рециркуляции.

Суммарная мощность, потребляемая СКВ традиционного типа (вар. 2) для расчетных условий теплого периода года определялась по уравнению:
ΣN_в2 = ΣN_вп + ΣN_xy,
где ΣN_xy — мощность, потребляемая холодильной установкой на производство холода и транспортировку холодоносителя к воздухоохладителю кондиционера,

ΣN_вп = ΣN_пр + ΣN_выт=(L_прΣΔp_пр+L_вытΣΔp_выт)/3600η_в10³

ΣN_вп — суммарная мощность, расходуемая на циркуляцию потоков приточного и вытяжного воздуха, Па;

ΣΔp_пр = Δp_пр.охл + Δp_пр.под + (Δp_пр.ф + Δp_пр.кл + Δp_пр.св),
где Δp_пр.охл, Δp_пр.под — потери давления в секциях охлаждения и подогрева кондиционера, Па;
Δp_пр.св = 360 Па — свободный напор приточного вентиляционного агрегата;
ΣΔp_выт = Δp_выт.св = 220 Па — это свободный напор вытяжного вентиляционного агрегата, аналогично испарительной СКВ за вычетом потерь давления в дополнительных воздуховодах.

Анализ полученных результатов (табл. 1) позволяет сделать следующие выводы. Предложенные системы кондиционирования испарительного типа с двухступенчатой обработкой воздуха в сопоставлении с традиционными для принятых к рассмотрению климатических условий обеспечивают: в теплый период года — снижение потребляемой электрической мощности электроприводов СКВ от 36,4 % (г. Киев) до 70,8 % (г. Ашгабад); в холодный период года — снижение потребления теплоты (тепловой энергии) за счет утилизации тепла вытяжного воздуха примерно на 35–40%. При этом при расчетных условиях холодного периода года в испарительных СКВ имеет место увеличение потребляемой мощности вентиляционных агрегатов примерно на 20 %.

Следует отметить, что в СКВ традиционного типа также можно обеспечить утилизацию теплоты вытяжного воздуха. Однако такое решение потребует дополнительной установки аппаратов теплоутилизации, что приведет к увеличению аэродинамического сопротивления по потокам приточного и вытяжного воздуха и, следовательно, к увеличению установленной и потребляемой мощности вентиляционных агрегатов, сопоставимой с СКВ испарительного типа.

1. Зусманович Л.М. Установка для кондиционирования воздуха. А.с. 297310 СССР. МКИ F24F5/00. Бюл. ¹ 47, 1973.
2. Тесленко А.С. Установка для кондиционирования воздуха. А.с. 1520307. МКИ F24F3/147. Бюл. ¹ 41, 1989.

Автор: А.С. ТЕСЛЕНКО, главный специалист ТОО «Казахский Сантехпроект»